Реферат Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 23.11.2024

_{2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ}

_2.1_._{Исходные данные для расчета:}

_{а) вращающий момент на валу червячного колеса}_T2=284.461_Нм_;

_{б) передаточное число}_U=40.724;

_{в) скорость вращения червяка}_n1=700_об/мин_;

_{г) вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременной перегрузке}

_{Т2пик = 1.3}_×_{Т = 1.3}_×_{284.461 = 369.8 (Н}_×_м)

_{д) циклограмма нагружения (рис.2.1.)}

_Рис.2.1.

_{2.2. По известному значению передаточного числа}_{определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса:}

_{Принимаем}_Z2=40,_{следовательно,}_U_ф=_{Z2/Z1=40/1=40}

_2.3_._{Выбор материала.}

_{Ожидаемая скорость скольжения:}

_{По таблице 26 из}_[2]_{с учетом}_V`s_{выбираем материал венца червячного колеса}_:_{БрА9ЖЗЛ}

_2.4_._{Расчет допускаемых напряжений.}

_{Для колес из бронзы, имеющей предел прочности}_s_В_>_{300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения}_Vs_{без учета количества циклов нагружения. В нашем случае}₍_{по таблице 27 из}_[2])_{в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем}_[_s_H]2=173_МПа.

Определим вращающие моменты на валах:
Т₂₁ = 1.3×Т_Н = 1.3×284.461 = 369.8 (Н×м);

Т₂₂ = Т_Н = 284.461 (Н×м);

Т₂₃ = 0.3×Т_Н = 0.3×284.461 = 85.338 (Н×м);

_{Определим срок службы передачи (в часах):}

_{где l}_{лет - количество лет безотказной работы передачи;}

_k_{год – годовой коэффициент, равный 0.6;}

_k_{сут – суточный коэффициент, равный 0.3}

_{Определим время действия вращающих моментов:}

_2.5_._{Предварительное значение коэффициента диаметра.}

_2.6_._{Ориентировочное значение межосевого расстояния.}

_где_K_b_-_{коэффициент неравномерности нагрузки;}

_{KV –}_{коэффициент динамической нагрузки.}

_{В предварительных расчетах принимают произведение}_K_b_{KV=1.1…1.4 ,}_{мы примем это произведение равным 1.2}

_{T2 –}_{вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.}

2.7. Предварительное значение модуля, мм.

_{Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28}_[2]_{) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента.}_{Принимаем}_{m = 5.0}_и_q=10

_2.8._{Уточняем межосевое расстояние.}

_{Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …}₁₀₀_;₁₂₅_;₁₆₀_…

_{Принимаем}_{aw = 125}_мм.

_2.9_._{Коэффициент смещения.}
_2.10_._{Проверочный расчет по контактным напряжениям.}
2.10.1. Угол подъема витка червяка.

_2.10.2_._{Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.}

где d₁ = m×q = 5.0×10 = 50 (мм)
2.10.3. По скорости скольжения V_S выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки K_V=1.25
2.10.4. Коэффициент неравномерности нагрузки.

где q - коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 30 [2] в зависимости от q и Z₁, равный 108

_Ti_и_{ti –}_{вращающий момент и время его действия на}_i-_{той ступени по гистограмме нагружения;}

_{Т2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса;}

_Т2_max_{– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.}

_Т2_{max = 284.461 (}_Н_×_м)

_{Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен:}

_2.10.5_._{Расчетные контактные напряжения.}

_2.11_._{Проверочный расчет по напряжениям изгиба.}

_2.11.1._{Эквивалентное число зубьев колеса.}

_2.11.2._{Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31}_{[2] :}

_2.11.3._{Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.}

_[_s_F]2=0.25_s_T+0.08_s_{B –}_{допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения}_s_T_и_s_{B приведены в таблице 26 [2]}

_[_s_F]2=0.25_×_245+0.08_×_{530=103.65 (}_МПа)

_{Условие прочности выполняется, так как}_s_F2<[_s_F]2_{, следовательно,}_m_и_{q были нами выбраны верно.}

_{2.12. Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам.}

_2.12.1._{Проведем проверку по пиковым контактным напряжениям во избежание деформации и заедания поверхностей зубьев.}

_{Условие прочности имеет вид:}

max,

_где_[_s_H]max=2_×_s_{T –}_{предел прочности для безоловянистых бронз,}_[_s_H]max=2_×_245=490(_МПа)

_s_H2max<[_s_H]max,_{следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется.}

_{2.12.2. Пиковые напряжения изгиба.}

_{Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:}

[s_F2]_max= 0.8×s_T= 0.8×245 = 196 (МПа)

_s_F2max<[_s_F2]max_{, следовательно, условие}_{прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется.}

_{2.13.         Геометрический расчет передачи.}

_{Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2].}

Диаметры делительных окружностей для червяка:
            d₁ = m×q = 5×10 = 50 (мм)

_{для колеса:}

_{d2 = m}_×_{Z2 = 5}_×_{40 = 200 (}_мм₎

_{Диаметры вершин для червяка:}

            d_a1 = d₁ + 2×m = 50 + 2×5 = 60 (мм)

_{для колеса:}

            d_a2 = d₂ + 2×m(1 + x) = 200 + 2×5(1 + 0) = 210 (мм)
_{Высота головки витков червяка:}

            h_a1 = m = 5 (мм)
_{Высота ножки витков червяка:}

            h_f1 = 1.2×m = 1.2×5 = 6 (мм)
_{Диаметр впадин для червяка:}

_{df1 = d1 – 2hf1 = 50 - 2}_×_{6 = 38 (}_мм₎

_{для колеса:}

_{df2 = d2 - 2}_×_m_×_{(1.2 + x) = 200 - 2}_×₅_×_{(1.2 + 0) = 188 (}_мм₎

_{Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33}_[2]_):

_{b1 = (11 + 0.06}_×_Z2)_×_{m = (11 + 0.06}_×₄₀₎_×_{5 = 67}_(мм)

_{Наибольший диаметр червячного колеса:}

Ширина венца червячного колеса:

_b2_£₄₅_мм

_{Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:}

_{R = 0.5}_×_{d1 – m = 0.5}_×_{50 – 5 = 20 (}_мм₎

_{Межосевое расстояние (проверка):}

_{aw = 0.5}_×_m_×_{(q + Z2 + 2}_×_{x) = 0.5}_×₅_×_{(10 + 40 + 2}_×_{0) = 125 (}_мм₎

_{2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах)}

_{Делительная толщина по хорде витка:}

_{Высота до хорды витка:}

_{2.15. Силы в зацеплении червячной передачи.}

_{2.15.1. Окружная сила червячного колеса (}_Ft2)_{и осевая сила червяка}_(Fa1).

_2.15.2._{Окружная сила червяка}_(Ft1)_{и осевая сила червячного колеса}_(Fa2).

_{Ft1 = Fa2 = Ft2}_×_tg(_g₊_r_{) = 2844.61}_×_{tg(5.7106 + 2.2) = 395.259 (H)}
_здесь_r_{- это угол трения, который может быть определен в зависимости от скорости скольжения}_Vs_{по таблице 34}_[2]._{Для нашего случая}_r_=2.₂_°

_2.15.3._{Радиальная сила червяка}_(Fr1)_{и червячного колеса}_(Fr2).

_{Fr1 = Fr2 = 0.37}_×_{Ft2 = 0.37}_×_{2844.61 = 1052.506 (H)}

_2.16._{Тепловой расчет червячной передачи.}

_{2.16.1. Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи.}

_{0.95 в данном случае – это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.}

_2.16.2._{Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.}

_[t_м_{] – максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90}_°_C);

_{P1=1.293кВт –}_{подводимая мощность (мощность на валу червяка);}

_{КТ=8…17.5 Вт/(м2}_°_{С) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем КТ=14 Вт/(м2}_°_С)_;

_{t0 –}_{температура окружающего воздуха, 20}_°_С_;

_{A –}_{площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м2}

_{а – межосевое расстояние червячной передачи, м}_;

_y_{- коэффициент,учитывающий теплоотвод в раму или плиту (}_y_=0.2)

_t_м_{< [t}_м_{] , следовательно,}_{редуктор специально охлаждать не надо.}

_{2.17. Расчет червяка на жесткость.}

_{Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным:}

_{L = 0.95}_×_{d2 = 0.95}_×_{200 = 190 (}_мм₎

_{Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба}_[f]_{червяка может быть принята:}

_{Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле:}

Здесь

_{L –}_{расстояние между серединами опор}_;

_J_{пр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле:}

_{Найдем реальную стрелу прогиба:}

f < [f], следовательно, условие жесткости выполняется.

Bukvasha